8. COMPRESOARE

8.1 Generalităţi. Clasificare

Compresoarele sunt maşini termice consumatoare de energie, care realizează creşterea presiunii gazelor sau vaporilor.

După principiul de funcţionare se deosebesc următoarele tipuri:a) compresoare cu comprimare volumicăb) compresoare cu comprimare cinetică

Indiferent de principiul de funcţionare, compresoarele se caracterizează prin doi parametri principali: -Raportul de comprimare: = pr / pa (8.1)

pr = presiunea de refularepa = presiunea de aspiraţie

-Debitul de gaz: -debitul masic kg / sec

-debitul volumic m3 / sec

Debitul volumic se măsoară în condiţiile de presiune şi de temperatură de la aspiraţia gazului.

În funcţie de raportul de comprimare există denumirile:-ventilatoare: pentru 1 1,1 (eventual lipseşte statorul)-suflante: = 1,1 2,5-compresoare: 2,5

Compresoarele care prin aspiraţia unui gaz dintr-un rezervor închis produc depresiuni, se numesc pompe de vid.

a) Compresoarele cu comprimare volumică efectuează comprimarea prin micşorarea volumului ocupat de gaz, ceea ce duce la creşterea presiunii statice a gazului. Deci comprimarea şi refularea gazului comprimat se produc periodic. Aceste tipuri de compresoare realizează presiuni foarte înalte (până la 1000 bar) dar la debite relativ mici (până la 450 m3 / min).

Din categoria compresoarelor cu comprimare volumică fac parte:

a1. compresoare cu piston cu mecanism bielă manivelăa2. compresoare cu piston etajata3. compresoare cu piston rotativ

Pentru a1 şi a2 mişcarea pistonului este de translaţie.

80

Figura 8.1

b) Compresoare cu comprimare cinetică

La aceste compresoare, în prima fază, un rotor cu palete de o anumită formă transmite gazului energie mecanică sub formă de energie cinetică, deci măreşte viteza gazului implicit şi presiunea dinamică. În a doua fază, în stator, care reprezintă un sistem de palete fixe, prin mărirea secţiunii viteza gazului este micşorată, presiunea dinamică transformându-se în presiune statică.

La aceste compresoare, procesul de comprimare şi de refulare este continuu. Aceste tipuri de compresoare realizează presiuni până la 30-40 bar la debite mari până la 100 m3/sec (6000 m3/min).

Din această categorie fac parte:b1. compresorul centrifugal (radial)b2. compresorul axial

Figura 8.2

Figura 8.3

81

8.2 Compresorul cu piston

8.2.1 Schema, diagrama, fazele de funcţionare

Figura 8.4

SA = supapa de aspiraţie

SR = supapa de refulare

PMI, PME= punct mort interior respectiv exterior(punctele extreme între care se deplasează pistonul)

Vs = volumul cursei sau cilindreea

VM = volumul sau spaţiul mort (necesar pentru evitarea contactului mecanic dintre piston şi supape)

Va =volumul de gaz aspirat

Fazele funcţionării compresorului sunt următoarele:

1-2 comprimarea gazului aflat în cilindru (SR, SA închise)2-3 evacuarea gazului la prefulare = const. (SA închisă, SR deschisă)3-4 destinderea gazului din spaţiul mort (SR,SA închise)4-1 admisia gazului în cilindru la paspiraţie = const. (SA deschisă, SR închisă)

Fazele 1-2 şi 3-4 sunt transformări de stare ale gazului, celelalte faze sunt procese de curgere. Din această cauză nu este corectă denumirea de ciclu termodinamic 1234 ci diagramă de funcţionare.

Compresoarele sunt maşini consumatoare de lucru mecanic deci scopul este să se realizeze un consum minim de lucru mecanic tehnic (aria de sub curba transformării spre axa presiunilor).

Faza de comprimare 1-2 se poate efectua fie izoterm după curba 1-2iz, cu o răcire intensă a gazului din cilindru şi cu un consum mai mic de lucru mecanic (aria mai mică), fie adiabatic după curba 1-2ad, fără schimb de căldură cu exteriorul dar cu un consum mai mare de lucru mecanic (aria mai mare). Deoarece cele două cazuri de funcţionare nu se pot realiza în practică, comprimarea se face după curba politropă 1-2p de exponent politropic 1 < n < k.

82

PMI PME

În practică, pentru a asigura funcţionarea economică a compresoarelor este necesară o răcire cât mai intensă a peretelui cilindrului astfel încât comprimarea să fie cât mai apropiată de transformarea izotermă. În plus, răcirea este necesară şi pentru a menţine calităţile uleiului de ungere pentru piesele în mişcare.

8.2.2 Debitul teoretic al compresorului şi presiunea maximă de refulare

Datorită existenţei spaţiului mort VM, volumul de gaz aspirat Va este mai mic decât volumul cilindreei VS care ar putea fi aspirat în lipsa spaţiului mort.

Se defineşte spaţiul mort relativ: 0 = VM / VS (8.2)uzual 0 (0,05 0,1)

Se defineşte gradul de umplere teoretic (care reprezintă o caracteristică funcţională a compresorului): = Va / Vs (8.3)

Dar evoluţia 3-4 este politropă de exponent politropic n:

Rezultă: (8.4)

Gradul de umplere este cu atât mai mic cu cât spaţiul mort relativ 0 şi raportul de comprimare sunt mai mari.

Debitul teoretic al compresorului:1 rotaţie……………Va…………… secunden rotaţii……………nVa…………..1 secundă

debitul volumic m3 / secunde: n = turaţia compresorului în rotaţii / secundă

Cu notaţiile anterioare:

Valoare presiunii de refulare pr este limitată:

Figura 8.5

83

Pentru pr = pr max, volumul aspirat devine nul (Va = 0). În acest caz, în cilindru se comprimă şi se destinde mereu aceeaşi cantitate de gaz.

Determinarea lui pr max (deci = max) rezultă înlocuind Va = 0 în relaţia (8.3) = 0

Din (8.4)

Pentru aer max 50 (adică, dacă pa = 1 bar, rezultă că pr max = 50 bar).Presiunea maximă însă se limitează la 4 5 bar datorită încălzirii gazului ca urmare a

comprimării. Din această cauză, pentru presiuni de refulare mari, se utilizează compresoare cu mai multe trepte de comprimare şi cu răcirea intermediară a gazului. Astfel, gazul comprimat iese din prima treaptă ( primul cilindru), este răcit izobar, apoi introdus într-o a doua treaptă (al 2-lea cilindru) unde i se măreşte în continuare presiunea, etc. În acest mod se pot obţine presiuni foarte mari (1000 bar).

8.2.3 Lucrul mecanic teoretic şi puterea teoretică necesară antrenării compresorului

LC = Lt = Lt12 +Lt34 (Lt23 = Lt41 = 0)Deoarece compresorul este o maşină consumatoare de lucru mecanic, deci LC 0, se

lucrează cu valoarea absolută a lucrului mecanic.LC = Lt12 - Lt34 JExpresiile pentru Lt12 şi Lt34 se pot deduce cu relaţiile de la transformările simple ale gazului

ideal (pentru evoluţiile politrope 1-2 de exponent n şi 3-4 de exponent n )

Puterea teoretică reprezintă lucrul mecanic teoretic raportat la timp:P = LC / n rotaţii……………….1 sec1 rotaţie………………. sec = 1 / n P = LC / = LCn W unde n este turaţia în rot

/ secPuterea reală consumată de compresor este mai mare decât cea teoretică datorită

rezistenţelor gazodinamice, neetanşeităţilor, frecărilor mecanice, etc.

8.3 Compresorul centrifugal (radial). Lucru mecanic tehnic şi puterea necesară antrenării rotorului

Se consideră un element de masă dm de gaz care se deplasează din secţiunea de intrare (1) în secţiunea de ieşire (2) a rotorului:

= viteza gazului datorată mişcării de rotaţie (tangentă la cerc)

= viteza relativă a gazului faţă de paletele rotorului (tangentă la paletă)

84

Figura 8.6

= viteza absolută a gazului

= unghiul de aşezare a paletelor (de obicei = 90)

1,2 = unghiul de intrare respectiv de ieşire a gazului

De la cursul de Mecanică:

Figura 8.7

P = M (8.4)unde: P [W] ; M [Nm] ; [rad / sec]

M = momentul forţelor exterioare (M = F r) = viteza unghiulară = l / r [radiani]

Dacă se dă turaţia n în rot / min, rezultă că unghiul corespunzător celor n rotaţii = n2 [rad]

2 n[rad] ………………. 60 sec [rad] ..……………… 1 sec_______________________________________________ = 2n / 60 = n / 30 = n / 30 (8.5)

Teorema momentului cinetic: (8.6)

(Momentul forţelor exterioare = derivata în raport cu timpula momentului cinetic în raport cu acelaşi punct fix)

Pentru compresorul centrifugal:Momentul cinetic elementar pentru elementul de masă dm în raport cu punctul fix 0 este:

dK / d = rccos(dm / d)

85

[Nm]

Puterea necesară antrenării:

[W]

Dar:

[J / kg]

Creşterea de presiune totală pt realizată în rotor rezultă din relaţia:

lt = -v dp

86